JP3890560B2 - クランクシャフト及びエンジン - Google Patents
クランクシャフト及びエンジン Download PDFInfo
- Publication number
- JP3890560B2 JP3890560B2 JP2002155531A JP2002155531A JP3890560B2 JP 3890560 B2 JP3890560 B2 JP 3890560B2 JP 2002155531 A JP2002155531 A JP 2002155531A JP 2002155531 A JP2002155531 A JP 2002155531A JP 3890560 B2 JP3890560 B2 JP 3890560B2
- Authority
- JP
- Japan
- Prior art keywords
- virtual circle
- center
- circumscribed
- crank
- crankpin
- Prior art date
- Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
- Expired - Fee Related
Links
Images
Landscapes
- Shafts, Cranks, Connecting Bars, And Related Bearings (AREA)
Description
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、クランクシャフト及びこれを備えたエンジンに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンに用いられるクランクシャフトは、ピストンの往復運動をコンロッドを介して回転運動に変えるためのものである。具体的には、まずピストンの往復運動がコンロッドに伝達される。そして、コンロッドの大端部に連結されたクランクシャフトのクランクピンがクランクジャーナルを中心に回転することによりクランクシャフト全体が回転する。なお、従来のクランクピンの断面形状はほぼ真円形状としている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、コンロッドの大端部に取付けられた滑り軸受に対しクランクピンが相対的に回転運動することにより、この滑り軸受とクランクピンとの間に流体損失すなわちパワーロスを発生させることになる。このパワーロスは、回転による流体抵抗であるせん断ロスと、軸心が振れることにより生じる流体の圧縮によるロスであるスクイズロスとの和である。
【０００４】
そして、近年の更なる燃費向上の要請に伴い、コンロッドの大端部に取付けられた滑り軸受とクランクピンとの相対回転運動によるパワーロスの低減が求められている。
【０００５】
そこで、本発明は、このような事情に鑑みて為されたものであり、クランクピンとコンロッドの大端部に取付けられた滑り軸受との相対回転運動により生じるパワーロスを低減させることができるクランクシャフトおよびこのクランクシャフトを備えたエンジンを提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
そこで、本発明者はこの課題を解決すべく鋭意研究し、試行錯誤を重ねた結果、クランクピンの断面形状を非真円形状とすることを思いつき、本発明を完成するに至った。
【０００７】
すなわち、本発明のクランクシャフトは、クランクジャーナルと、クランクピンと、クランクアームとからなる。そして、クランクピンは、以下の断面形状を有する略円柱形状である。クランクピンの断面形状は、外接する外接仮想円との間に４〜６個の仮想円隙間を有し仮想円隙間が外周にほぼ均等に配設された断面形状を有する略円柱形状である。さらに、クランクピンの断面形状は、上死点位置において、複数の仮想円隙間のそれぞれの中で径方向の距離が最大となる外接仮想円上の端点である最大仮想円隙間位置の何れか一つが、クランクジャーナルの回転中心と外接仮想円の中心とを結ぶ中心間直線と外接仮想円との交点のうちクランクジャーナルの回転中心から遠い側に位置する状態を基準状態とした場合に、当該上死点位置において、最大仮想円隙間位置の何れか一つと外接仮想円の中心とを結ぶ最大隙間位置線分が、外接仮想円の中心を中心として、基準状態から、中心間直線に対して所定角度回転した位置に位置する。
ここで、クランクジャーナルは、主軸受により回転自在に軸支されるものである。クランクピンは、コンロッドの大端部内に設けられた滑り軸受により回転自在にコンロッドに連結されるものである。また、クランクアームは、クランクジャーナルとクランクピンとを連結するものである。なお、上述の仮想円隙間とは、クランクピンの断面形状と外接仮想円との接点のうち隣接する２つの接点間における断面形状と外接仮想円の円弧形状とにより囲まれる領域のことである。
【０００８】
つまり、クランクピンの断面形状と外接仮想円との間に仮想円隙間を設けるということは、コンロッドに取付けられた滑り軸受とクランクピンとの間の隙間（以下、「軸受隙間」という）を部分的に変化させることになる。このことは、クランクピンの断面形状を真円形状とした場合に比べて、パワーロスを低減できることがわかった。
ここで、最大仮想円隙間位置は、クランクピンの断面形状と外接仮想円との接点のうち隣接する２つの接点間の外接仮想円の円弧上のほぼ中央に位置する。そして、本発明によれば、上死点位置にある場合には、クランクピンの最大仮想円隙間位置の何れか一つが、基準状態からずれた位置にあることになる。これにより、確実にクランクピンの断面形状が真円の場合に比べてパワーロスが低減する。
【０００９】
また、本発明のクランクシャフトの仮想円隙間は、４個とするとよい。仮想円隙間が４個の場合には、パワーロスを大きく低減することができる。
【００１０】
また、前記所定角度は、クランクジャーナルの回転方向へ１５度〜７５度の範囲内とするとよい。特に、仮想円隙間が４個の場合において、前記所定角度をクランクジャーナルの回転方向へ１５度〜７５度の範囲内とするとよい。これにより、パワーロスを確実に低減することができる。より好ましくは、仮想円隙間が４個の場合であって、所定角度をクランクジャーナルの回転方向へ４５度とすると、仮想円隙間が４個のうちでパワーロスが最も低減する。また、仮想円隙間が６個の場合には、所定角度をクランクジャーナルの回転方向へ３０度とすると、仮想円隙間が６個の場合のうちでパワーロスが最も低減する。
【００１２】
また、本発明のエンジンは、シリンダと、ピストンと、コンロッドと、クランクシャフトとを有している。そして、クランクシャフトは、クランクピンとクランクジャーナルとクランクアームとからなる。さらに、クランクピンは、以下の断面形状を有する略円柱形状である。クランクピンの断面形状は、外接する外接仮想円との間に４〜６個の仮想円隙間を有し該仮想円隙間が外周にほぼ均等に配設された断面形状を有する略円柱形状である。さらに、クランクピンは、上死点位置において、複数の仮想円隙間のそれぞれの中で径方向の距離が最大となる外接仮想円上の端点である最大仮想円隙間位置の何れか一つが、クランクジャーナルの回転中心と外接仮想円の中心とを結ぶ中心間直線と外接仮想円との交点のうちクランクジャーナルの回転中心から遠い側に位置する状態を基準状態とした場合に、上死点位置において、最大仮想円隙間位置の何れか一つと外接仮想円の中心とを結ぶ最大隙間位置線分が、外接仮想円の中心を中心として、基準状態から、中心間直線に対して所定角度回転した位置に位置する。
ここで、シリンダはシリンダブロック内に形成されている。ピストンは、シリンダ内を摺動自在に配設されている。コンロッドは、ピストンの摺動方向に略直角な軸線まわりに回転自在にピストンに連結されいる。クランクピン、クランクジャーナルおよびクランクアームは、上述と同様である。
【００１３】
つまり、クランクピンの断面形状と外接仮想円との間に仮想円隙間を設けるということは、軸受隙間を変化させることになる。このことは、クランクピンの断面形状を真円形状とした場合に比べて、パワーロスを低減できることがわかった。
そして、本発明によれば、上死点位置にある場合には、クランクピンの最大仮想円隙間位置の何れか一つが、基準状態からずれた位置にあることになる。これにより、確実にクランクピンの断面形状が真円の場合に比べてパワーロスが低減する。
【００１４】
また、エンジンに上述の本発明のクランクシャフトを備えることにより、より効果的にパワーロスが低減する。
【００１５】
【発明の実施の形態】
次に、実施形態を挙げ、本発明をより詳しく説明する。
【００１６】
本発明の４ストロークエンジンの一部を図１に示す。すなわち、シリンダブロック７内にシリンダ８が形成されている。そして、このシリンダ８の内側を摺動自在にピストン６が設けられている。このピストン６には、コンロッド４の小端部内に設けられたブシュにより回転自在にコンロッド４が連結されている。このコンロッド４の小端部は、ピストン６の摺動方向に略直角な軸線まわりに回転する。そして、コンロッド４の大端部には、クランクシャフトのクランクピン１がコンロッド４の大端部内に設けられた滑り軸受５により回転自在に連結されている。このクランクピン１は、クランクアーム２を介してクランクジャーナル３に連結されている。そして、クランクジャーナル３は、主軸受（図示せず）により回転自在に軸支されている。
【００１７】
このように構成されたエンジンの動作について説明する。まず、爆発工程でピストン６が得た力（往復運動）をコンロッド４およびクランクシャフトを介して回転力（回転運動）に変換して動力を発生させる。この動力の慣性力により、他の工程（吸気工程、圧縮工程、排気工程）ではピストン６を動かして吸気、圧縮、排気を行っている。なお、４ストロークエンジンとは、吸気工程、圧縮工程、爆発工程および排気工程の４工程で１サイクルの作用を完了するエンジンである。
【００１８】
次に、上述のように構成されたエンジンのうち、本発明の特徴的部分であるクランクシャフトのクランクピン１について詳述する。
【００１９】
本発明のクランクピン１は、断面形状が真円形状ではなく、μｍ単位で見ると（ミクロ的には）図２に示すような例えば曲率の異なる円弧を順に接続したような略多角形形状となっている。具体的には、クランクピン１の断面形状は、この断面形状の周囲を囲むように外接する外接仮想円９を考えた場合に、クランクピン１の断面形状と外接仮想円９との間の複数の隙間（以下、「仮想円隙間」という）１１を、ほぼ均等に配設された形状である。この仮想円隙間とは、クランクピン１の断面形状と外接仮想円９との接点１０のうち隣接する２つの接点１０間における断面形状と外接仮想円９の円弧形状とにより囲まれる領域のことである。この外接仮想円９は、通常コンロッド４の大端部内に設けられた滑り軸受５よりわずかに小さな直径を有する円となる。そして、複数の仮想円隙間１１のそれぞれの中で、外接仮想円９の径方向の距離が最大となる外接仮想円９上の端点である最大仮想円隙間位置１２は、隣接する接点１０間のほぼ中央に位置する。そして、この最大仮想円隙間１２は、図２に示すような外接仮想円９および接点１０が４つある場合には、４箇所存在することになる。すなわち、それぞれの仮想円隙間１１に一つの最大仮想円隙間位置が存在する。なお、最大仮想円隙間位置１２と外接仮想円９の中心とを結ぶ線分（以下、「最大隙間位置線分」という）上のうち、クランクピン１の断面形状と外接仮想円９の円周上との距離の最大値（以下、「最大仮想円隙間」という）は、ｄ１である。これら複数の最大仮想円隙間ｄ１は、すべて等しい必要はなく異なるようにしてもよい。
【００２０】
また、ここではクランクピン１の断面形状のうち接点１０付近を除く部分の形状は、外接仮想円９の半径より大きな曲率半径からなる形状としている。そして、外接仮想円９と軸受５との間には隙間（以下「軸受仮想円間隙間」という）ｄ２を有する。なお、仮想円隙間１１は外接仮想円９の直径に対して非常に微小であるため、実際にはクランクピン１の断面形状は略多角形形状とは言えないが、本実施形態におけるクランクピン１の断面形状を説明する際には「多角形形状」や「四角形形状」等という用語を用いる。また、接点１０の数が２つの場合は、ほぼだ円形状となる。
【００２１】
また、本実施形態では、加工の容易性を考慮してだ円円弧を組み合わせて「多角形形状」を形成しているが、加工が可能であれば直線や他の曲線を組み合わせて「多角形形状」を形成してもよい。
【００２２】
次に、クランクピン１の断面形状を多角形形状の接点１０の数を２〜９まで変化させた場合におけるパワーロスの解析について説明する。
【００２３】
（解析条件）
接点１０の数が３、すなわちクランクピン１の断面形状が三角形形状の場合であって、クランクピン１が上死点位置にある状態を図３に示す。そして、図３（ａ）は、本解析における基準状態を示す図である。基準状態とは、３つの最大隙間位置１２の何れか一つが、クランクジャーナル３の回転中心と外接仮想円９の中心とを結ぶ直線（以下、「中心間直線」という）と、外接仮想円９との交点のうちクランクジャーナル３の回転中心から遠い側に位置する状態である。この基準状態の場合には、最大隙間位置線分と中心間直線とが一致している。図３（ｂ）は、外接仮想円９の中心を中心としてクランクピン１の断面形状を基準状態からある角度θだけクランクジャーナル３の回転方向へ回転させた状態を示す図である。ここで、上述の回転させた角度θとは、すなわち最大隙間位置線分と中心間直線とのなす角である。つまり、図３（ｂ）は、最大隙間位置線分と中心間直線とのなす角が、中心間直線からクランクジャーナル３の回転方向へ角度θ（以下、「傾斜角度θ」という）となる状態の図である。
【００２４】
そして、本解析は、接点１０の数を２〜９まで変化させると共に、傾斜角度θを０〜９０度まで変化させて行った。ここで、クランクピン１の断面形状が三角形形状以外の場合も三角形形状の場合と同様に、基準状態とは上死点位置において最大隙間位置線分と中心間直線とが一致する状態である。傾斜角度θについても、上述の三角形形状の場合と同様である。また、接点１０の数が３、すなわちクランクピン１の断面形状が三角形形状の場合は、傾斜角度θを０〜９０度まで変化させて解析を行った。また、接点１０の数が４、すなわち四角形形状の場合は、傾斜角度θを０〜９０度まで変化させて解析を行った。また、六角形形状の場合は、傾斜角度θを０〜６０度まで変化させて解析を行った。また。八角形形状の場合は、傾斜角度θを０〜３０度まで変化させて解析を行った。また、九角形形状の場合は、傾斜角度θを０〜４０度まで変化させて解析を行った。
【００２５】
なお、クランクピン１は、ヤング率２．０５８×１０2ＧＰａとする。軸受５は、ヤング率２．０５８×１０2ＧＰａ、軸受幅（軸受５の軸方向幅）２０ｍｍとする。また、コンロッド４の重量は５００ｇとする。そして、クランクピン１と軸受５との間に供給する潤滑油は、粘度３．６５ｍＰａ・ｓとする。また、外接仮想円９の直径は２６ｍｍ、最大仮想円隙間ｄ１はすべて５μｍ、軸受仮想円間隙間ｄ２は３０μｍとする。また、エンジンの回転数は５０００ｍｉｎ-1とする。なお、軸受５の周方向断面形状形状は真円としている。
【００２６】
（解析結果）
次に、上述の解析により得られた解析結果について説明する。まず、三角形形状のクランクピン１の場合について説明する。図４（ａ）は、傾斜角度θに対するパワーロスを示す図である。また、クランクピン１の断面形状が真円形状の場合におけるパワーロスは１６５Ｗである。従って、図４（ａ）から明らかなように、真円形状の場合に比べて、三角形形状の場合は傾斜角度θが１０〜７５度においてパワーロスが低減している。また、傾斜角度θが３０度の場合は、パワーロスが約１５６Ｗとなり、最小となる。この場合には、真円形状に比べて、パワーロスが約５％低減している。
【００２７】
また、パワーロスの解析と共に、傾斜角度θに対する最小油膜厚さについても解析を行った。油膜厚さとは、クランクピン１とコンロッドの大端部内に設けられた軸受５との間にある潤滑油の外接仮想円９の径方向の厚さである。そして、クランクジャーナル３が回転する際に、油膜厚さが最も最小となる厚さを最小油膜厚さという。最小油膜厚さが非常に薄くなり過ぎると、せん断抵抗が増加するためパワーロスを増加させることにもなる。さらに、最小油膜厚さが非常に薄くなると、焼き付きを生じるおそれがある。ここで、クランクピン１の断面形状が真円形状の場合の最小油膜厚さは、約１．４μｍである。そして、最小油膜厚さの最適値は、真円形状と同等程度若しくはそれ以上となる場合である。
【００２８】
ここで、三角形形状のクランクピン１の場合において、傾斜角度θに対する最小油膜厚さの解析結果を図４（ｂ）に示す。パワーロスが最小となる傾斜角度θが３０度の場合における最小油膜厚さは、１．４３μｍである。すなわち、真円形状の場合よりやや厚い最小油膜厚さである。つまり、三角形形状のクランクピン１の傾斜角度θが３０度の場合は、最小油膜厚さが最適に保持されている。
【００２９】
そして、三角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを３０度とした場合に、エンジンを１サイクル運動させた際のクランク角（０〜７２０度）に対するパワーロスについて解析を行った。この結果を図４（ｃ）に示す。なお、クランク角が０度の場合は、吸気工程の上死点位置にある場合である。クランク角が１８０度の場合は、圧縮工程の下死点位置にある場合である。クランク角が３６０度の場合は、爆発工程の上死点位置にある場合である。クランク角が５４０度の場合は、排気工程の下死点位置にある場合である。また、図４（ｃ）は、真円形状のクランクピン１の解析結果についても併せて示している。そして、図４（ｃ）から明らかなように、クランク角が３０度、２７０度、３３０度および６３０度付近で、真円形状に比べて特にパワーロスが低減している。すなわち、爆発工程を除く全ての工程において、パワーロスの低減が得られる。
【００３０】
次に、四角形形状のクランクピン１の場合について説明する。図５（ａ）は、傾斜角度θに対するパワーロスを示す図である。図５（ａ）から明らかなように、真円形状の場合に比べて、四角形形状の場合は、傾斜角度θが１５〜７５度においてパワーロスが低減している。また、傾斜角度θが４５度の場合は、パワーロスが約１５３Ｗとなり、最小となる。この場合には、真円形状に比べて、パワーロスが約９％低減している。さらに、三角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを３０度にした場合に比べてもパワーロスが小さい。
【００３１】
四角形形状のクランクピン１の場合において、傾斜角度θに対する最小油膜厚さの解析結果を図５（ｂ）に示す。パワーロスが最小となる傾斜角度θが４５度の場合における最小油膜厚さは、１．３９μｍである。すなわち、真円形状の場合とほぼ同等の最小油膜厚さである。つまり、四角形形状のクランクピン１の傾斜角度θが４５度の場合は、最小油膜厚さが最適に保持されている。
【００３２】
そして、四角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを４５度とした場合に、エンジンを１サイクル運動させた際のクランク角（０〜７２０度）に対するパワーロスを図５（ｃ）に示す。四角形形状のクランクピン１の場合も、三角形形状の場合とほぼ同様のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスの低減が得られる。
【００３３】
次に、六角形形状のクランクピン１の場合について説明する。図６（ａ）は、傾斜角度θに対するパワーロスを示す図である。図６（ａ）から明らかなように、真円形状の場合に比べて、六角形形状の場合は、傾斜角度θが１５〜３５度においてパワーロスが低減している。また、傾斜角度θが３０度の場合は、パワーロスが約１６３Ｗとなり、最小となる。この場合は、真円形状に比べて、パワーロスが約１％低減している。
【００３４】
六角形形状のクランクピン１の場合において、傾斜角度θに対する最小油膜厚さの解析結果を図６（ｂ）に示す。パワーロスが最小となる傾斜角度θが３０度の場合における最小油膜厚さは約１．３７μｍである。すなわち、真円形状の場合に比べて最小油膜厚さはやや低下する。
【００３５】
そして、六角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを３０度とした場合に、エンジンを１サイクル運動させた際のクランク角（０〜７２０度）に対するパワーロスを図６（ｃ）に示す。六角形形状のクランクピン１の場合も、三角形形状や四角形形状の場合とほぼ同様のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスの低減が得られる。
【００３６】
次に、八角形形状のクランクピン１の場合について説明する。図７（ａ）は、傾斜角度θに対するパワーロスを示す図である。図７（ａ）から明らかなように、真円形状の場合に比べて、八角形形状の場合は、全ての傾斜角度θにおいてパワーロスが増加している。例えば、パワーロスが最も小さくなる傾斜角度θが３０度の場合は、パワーロスが約１７２Ｗである。
【００３７】
また、八角形形状のクランクピン１の場合において、傾斜角度θに対する最小油膜厚さの解析結果を図７（ｂ）に示す。図７（ｂ）より、傾斜角度θが３０度の場合には、最小油膜厚さが約１．８３μｍである。すなわち、真円形状の場合に比べて最小油膜厚さは増加する。
【００３８】
そして、八角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを３０度とした場合に、エンジンを１サイクル運動させた際のクランク角（０〜７２０度）に対するパワーロスを図７（ｃ）に示す。八角形形状のクランクピン１の場合も、三角形形状等とほぼ同様のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスの低減が得られる。しかし、その他のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスが増加している。
【００３９】
次に、九角形形状のクランクピン１の場合について説明する。図８（ａ）は、傾斜角度θに対するパワーロスを示す図である。図８（ａ）から明らかなように、真円形状の場合に比べて、九角形形状の場合は、全ての傾斜角度θにおいてパワーロスが増加している。例えば、パワーロスが最も小さくなる傾斜角度θが４０度の場合は、パワーロスが約１７５Ｗである。
【００４０】
また、九角形形状のクランクピン１の場合において、傾斜角度θに対する最小油膜厚さの解析結果を図８（ｂ）に示す。図８（ｂ）より、最小油膜厚さは真円の場合に比べてやや低下する。例えば、傾斜角度θが０度の場合は、最小油膜厚さが約１．３１μｍである。
【００４１】
そして、九角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを０度とした場合に、エンジンを１サイクル運動させた際のクランク角（０〜７２０度）に対するパワーロスを図８（ｃ）に示す。九角形形状のクランクピン１の場合も、三角形形状等とほぼ同様のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスの低減が得られる。しかし、その他のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスが増加している。
【００４２】
以上の解析結果より、それぞれのクランクピン１の断面形状においてパワーロスが最も小さくなる傾斜角度の場合におけるパワーロスおよび最小油膜厚さを図９に示す。また、接点１０の数に対するパワーロスを図１０に示す。なお、接点１０の数が０の場合のクランクピン１の断面形状は、真円形状である。接点１０の数が２の場合のクランクピン１の断面形状は、ほぼだ円である。すなわち、接点１０の数を２〜６の場合に、真円形状に比べてパワーロスが低減している。
【００４３】
さらに、これらのうち、最小油膜厚さを考慮すると、接点１０の数は３〜６の場合が真円形状と同等程度である。すなわち、接点１０の数が３〜６とすることで、最小油膜厚さを最適に保持しつつ、パワーロスを低減させることができる。そして、接点１０の数が４、すなわち四角形形状であって傾斜角度θが４５度の場合が最もパワーロスを低減させることができる。すなわち、上死点位置におけるクランクピン１の断面形状が図１に示すような形状の場合が最適となる。
【００４４】
つまり、クランクピン１の断面形状を多角形形状とすることにより、すなわち仮想円隙間１１を設けることにより、軸受隙間を変化させることになる。このことより、軸受５とクランクピン１との相対回転運動の際、効果的に動圧効果を得ることができると思われる。その結果、クランクピン１の断面形状が真円形状の場合に比べて、多角形形状とすることによりパワーロスを低減させることができる。ただし、接点１０の数が多数（本実施形態では８以上）になると、パワーロスが増加しているが、これは接点１０の攪拌抵抗によるものと推定される。
【００４５】
なお、本解析では、エンジン回転数を５０００ｍｉｎ-1としているが、他の回転数であっても同様の効果を得ることができる。例えば、１０００ｍｉｎ-1程度の場合でも同様の効果を得ることができる。ただし、回転数が４０００〜５０００ｍｉｎ-1の場合には、特に大きな効果を得ることができる。
【００４６】
また、最小仮想円隙間ｄ１は５μｍとして解析を行っているが、より大きくした場合、例えば３０μｍとした場合には、パワーロスをさらに低減することができる。また、本解析では、軸受５の周方向断面形状を真円として解析を行っているが、軸受５の周方向断面形状が真円でない場合であっても同様の効果を得ることができる。
【００４７】
【発明の効果】
本発明のクランクシャフトおよびエンジンによれば、クランクピン１とコンロッド４の大端部に取付けられた滑り軸受５との相対回転運動により生じるパワーロスを低減させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】クランクピンとコンロッドとピストンの配置を示す図である。
【図２】クランクピンの断面形状を示す図である。
【図３】解析条件を示す図である。
【図４】三角形形状の解析結果を示す図である。
【図５】四角形形状の解析結果を示す図である。
【図６】六角形形状の解析結果を示す図である。
【図７】八角形形状の解析結果を示す図である。
【図８】九角形形状の解析結果を示す図である。
【図９】解析結果を示す表である。
【図１０】接点数に対するパワーロスを示す図である。
【符号の説明】
１ ・・・ クランクピン
２ ・・・ クランクアーム
３ ・・・ クランクジャーナル
４ ・・・ コンロッド
５ ・・・ 滑り軸受
６ ・・・ ピストン
７ ・・・ シリンダブロック
８ ・・・ シリンダ
９ ・・・ 外接仮想円
１０ ・・・ 接点
１１ ・・・ 仮想円隙間
１２ ・・・ 最大仮想円隙間位置
ｄ１ ・・・ 最大仮想円隙間
ｄ２ ・・・ 軸受仮想円間隙間
【発明の属する技術分野】
本発明は、クランクシャフト及びこれを備えたエンジンに関するものである。
【０００２】
【従来の技術】
エンジンに用いられるクランクシャフトは、ピストンの往復運動をコンロッドを介して回転運動に変えるためのものである。具体的には、まずピストンの往復運動がコンロッドに伝達される。そして、コンロッドの大端部に連結されたクランクシャフトのクランクピンがクランクジャーナルを中心に回転することによりクランクシャフト全体が回転する。なお、従来のクランクピンの断面形状はほぼ真円形状としている。
【０００３】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、コンロッドの大端部に取付けられた滑り軸受に対しクランクピンが相対的に回転運動することにより、この滑り軸受とクランクピンとの間に流体損失すなわちパワーロスを発生させることになる。このパワーロスは、回転による流体抵抗であるせん断ロスと、軸心が振れることにより生じる流体の圧縮によるロスであるスクイズロスとの和である。
【０００４】
そして、近年の更なる燃費向上の要請に伴い、コンロッドの大端部に取付けられた滑り軸受とクランクピンとの相対回転運動によるパワーロスの低減が求められている。
【０００５】
そこで、本発明は、このような事情に鑑みて為されたものであり、クランクピンとコンロッドの大端部に取付けられた滑り軸受との相対回転運動により生じるパワーロスを低減させることができるクランクシャフトおよびこのクランクシャフトを備えたエンジンを提供することを目的とする。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
そこで、本発明者はこの課題を解決すべく鋭意研究し、試行錯誤を重ねた結果、クランクピンの断面形状を非真円形状とすることを思いつき、本発明を完成するに至った。
【０００７】
すなわち、本発明のクランクシャフトは、クランクジャーナルと、クランクピンと、クランクアームとからなる。そして、クランクピンは、以下の断面形状を有する略円柱形状である。クランクピンの断面形状は、外接する外接仮想円との間に４〜６個の仮想円隙間を有し仮想円隙間が外周にほぼ均等に配設された断面形状を有する略円柱形状である。さらに、クランクピンの断面形状は、上死点位置において、複数の仮想円隙間のそれぞれの中で径方向の距離が最大となる外接仮想円上の端点である最大仮想円隙間位置の何れか一つが、クランクジャーナルの回転中心と外接仮想円の中心とを結ぶ中心間直線と外接仮想円との交点のうちクランクジャーナルの回転中心から遠い側に位置する状態を基準状態とした場合に、当該上死点位置において、最大仮想円隙間位置の何れか一つと外接仮想円の中心とを結ぶ最大隙間位置線分が、外接仮想円の中心を中心として、基準状態から、中心間直線に対して所定角度回転した位置に位置する。
ここで、クランクジャーナルは、主軸受により回転自在に軸支されるものである。クランクピンは、コンロッドの大端部内に設けられた滑り軸受により回転自在にコンロッドに連結されるものである。また、クランクアームは、クランクジャーナルとクランクピンとを連結するものである。なお、上述の仮想円隙間とは、クランクピンの断面形状と外接仮想円との接点のうち隣接する２つの接点間における断面形状と外接仮想円の円弧形状とにより囲まれる領域のことである。
【０００８】
つまり、クランクピンの断面形状と外接仮想円との間に仮想円隙間を設けるということは、コンロッドに取付けられた滑り軸受とクランクピンとの間の隙間（以下、「軸受隙間」という）を部分的に変化させることになる。このことは、クランクピンの断面形状を真円形状とした場合に比べて、パワーロスを低減できることがわかった。
ここで、最大仮想円隙間位置は、クランクピンの断面形状と外接仮想円との接点のうち隣接する２つの接点間の外接仮想円の円弧上のほぼ中央に位置する。そして、本発明によれば、上死点位置にある場合には、クランクピンの最大仮想円隙間位置の何れか一つが、基準状態からずれた位置にあることになる。これにより、確実にクランクピンの断面形状が真円の場合に比べてパワーロスが低減する。
【０００９】
また、本発明のクランクシャフトの仮想円隙間は、４個とするとよい。仮想円隙間が４個の場合には、パワーロスを大きく低減することができる。
【００１０】
また、前記所定角度は、クランクジャーナルの回転方向へ１５度〜７５度の範囲内とするとよい。特に、仮想円隙間が４個の場合において、前記所定角度をクランクジャーナルの回転方向へ１５度〜７５度の範囲内とするとよい。これにより、パワーロスを確実に低減することができる。より好ましくは、仮想円隙間が４個の場合であって、所定角度をクランクジャーナルの回転方向へ４５度とすると、仮想円隙間が４個のうちでパワーロスが最も低減する。また、仮想円隙間が６個の場合には、所定角度をクランクジャーナルの回転方向へ３０度とすると、仮想円隙間が６個の場合のうちでパワーロスが最も低減する。
【００１２】
また、本発明のエンジンは、シリンダと、ピストンと、コンロッドと、クランクシャフトとを有している。そして、クランクシャフトは、クランクピンとクランクジャーナルとクランクアームとからなる。さらに、クランクピンは、以下の断面形状を有する略円柱形状である。クランクピンの断面形状は、外接する外接仮想円との間に４〜６個の仮想円隙間を有し該仮想円隙間が外周にほぼ均等に配設された断面形状を有する略円柱形状である。さらに、クランクピンは、上死点位置において、複数の仮想円隙間のそれぞれの中で径方向の距離が最大となる外接仮想円上の端点である最大仮想円隙間位置の何れか一つが、クランクジャーナルの回転中心と外接仮想円の中心とを結ぶ中心間直線と外接仮想円との交点のうちクランクジャーナルの回転中心から遠い側に位置する状態を基準状態とした場合に、上死点位置において、最大仮想円隙間位置の何れか一つと外接仮想円の中心とを結ぶ最大隙間位置線分が、外接仮想円の中心を中心として、基準状態から、中心間直線に対して所定角度回転した位置に位置する。
ここで、シリンダはシリンダブロック内に形成されている。ピストンは、シリンダ内を摺動自在に配設されている。コンロッドは、ピストンの摺動方向に略直角な軸線まわりに回転自在にピストンに連結されいる。クランクピン、クランクジャーナルおよびクランクアームは、上述と同様である。
【００１３】
つまり、クランクピンの断面形状と外接仮想円との間に仮想円隙間を設けるということは、軸受隙間を変化させることになる。このことは、クランクピンの断面形状を真円形状とした場合に比べて、パワーロスを低減できることがわかった。
そして、本発明によれば、上死点位置にある場合には、クランクピンの最大仮想円隙間位置の何れか一つが、基準状態からずれた位置にあることになる。これにより、確実にクランクピンの断面形状が真円の場合に比べてパワーロスが低減する。
【００１４】
また、エンジンに上述の本発明のクランクシャフトを備えることにより、より効果的にパワーロスが低減する。
【００１５】
【発明の実施の形態】
次に、実施形態を挙げ、本発明をより詳しく説明する。
【００１６】
本発明の４ストロークエンジンの一部を図１に示す。すなわち、シリンダブロック７内にシリンダ８が形成されている。そして、このシリンダ８の内側を摺動自在にピストン６が設けられている。このピストン６には、コンロッド４の小端部内に設けられたブシュにより回転自在にコンロッド４が連結されている。このコンロッド４の小端部は、ピストン６の摺動方向に略直角な軸線まわりに回転する。そして、コンロッド４の大端部には、クランクシャフトのクランクピン１がコンロッド４の大端部内に設けられた滑り軸受５により回転自在に連結されている。このクランクピン１は、クランクアーム２を介してクランクジャーナル３に連結されている。そして、クランクジャーナル３は、主軸受（図示せず）により回転自在に軸支されている。
【００１７】
このように構成されたエンジンの動作について説明する。まず、爆発工程でピストン６が得た力（往復運動）をコンロッド４およびクランクシャフトを介して回転力（回転運動）に変換して動力を発生させる。この動力の慣性力により、他の工程（吸気工程、圧縮工程、排気工程）ではピストン６を動かして吸気、圧縮、排気を行っている。なお、４ストロークエンジンとは、吸気工程、圧縮工程、爆発工程および排気工程の４工程で１サイクルの作用を完了するエンジンである。
【００１８】
次に、上述のように構成されたエンジンのうち、本発明の特徴的部分であるクランクシャフトのクランクピン１について詳述する。
【００１９】
本発明のクランクピン１は、断面形状が真円形状ではなく、μｍ単位で見ると（ミクロ的には）図２に示すような例えば曲率の異なる円弧を順に接続したような略多角形形状となっている。具体的には、クランクピン１の断面形状は、この断面形状の周囲を囲むように外接する外接仮想円９を考えた場合に、クランクピン１の断面形状と外接仮想円９との間の複数の隙間（以下、「仮想円隙間」という）１１を、ほぼ均等に配設された形状である。この仮想円隙間とは、クランクピン１の断面形状と外接仮想円９との接点１０のうち隣接する２つの接点１０間における断面形状と外接仮想円９の円弧形状とにより囲まれる領域のことである。この外接仮想円９は、通常コンロッド４の大端部内に設けられた滑り軸受５よりわずかに小さな直径を有する円となる。そして、複数の仮想円隙間１１のそれぞれの中で、外接仮想円９の径方向の距離が最大となる外接仮想円９上の端点である最大仮想円隙間位置１２は、隣接する接点１０間のほぼ中央に位置する。そして、この最大仮想円隙間１２は、図２に示すような外接仮想円９および接点１０が４つある場合には、４箇所存在することになる。すなわち、それぞれの仮想円隙間１１に一つの最大仮想円隙間位置が存在する。なお、最大仮想円隙間位置１２と外接仮想円９の中心とを結ぶ線分（以下、「最大隙間位置線分」という）上のうち、クランクピン１の断面形状と外接仮想円９の円周上との距離の最大値（以下、「最大仮想円隙間」という）は、ｄ１である。これら複数の最大仮想円隙間ｄ１は、すべて等しい必要はなく異なるようにしてもよい。
【００２０】
また、ここではクランクピン１の断面形状のうち接点１０付近を除く部分の形状は、外接仮想円９の半径より大きな曲率半径からなる形状としている。そして、外接仮想円９と軸受５との間には隙間（以下「軸受仮想円間隙間」という）ｄ２を有する。なお、仮想円隙間１１は外接仮想円９の直径に対して非常に微小であるため、実際にはクランクピン１の断面形状は略多角形形状とは言えないが、本実施形態におけるクランクピン１の断面形状を説明する際には「多角形形状」や「四角形形状」等という用語を用いる。また、接点１０の数が２つの場合は、ほぼだ円形状となる。
【００２１】
また、本実施形態では、加工の容易性を考慮してだ円円弧を組み合わせて「多角形形状」を形成しているが、加工が可能であれば直線や他の曲線を組み合わせて「多角形形状」を形成してもよい。
【００２２】
次に、クランクピン１の断面形状を多角形形状の接点１０の数を２〜９まで変化させた場合におけるパワーロスの解析について説明する。
【００２３】
（解析条件）
接点１０の数が３、すなわちクランクピン１の断面形状が三角形形状の場合であって、クランクピン１が上死点位置にある状態を図３に示す。そして、図３（ａ）は、本解析における基準状態を示す図である。基準状態とは、３つの最大隙間位置１２の何れか一つが、クランクジャーナル３の回転中心と外接仮想円９の中心とを結ぶ直線（以下、「中心間直線」という）と、外接仮想円９との交点のうちクランクジャーナル３の回転中心から遠い側に位置する状態である。この基準状態の場合には、最大隙間位置線分と中心間直線とが一致している。図３（ｂ）は、外接仮想円９の中心を中心としてクランクピン１の断面形状を基準状態からある角度θだけクランクジャーナル３の回転方向へ回転させた状態を示す図である。ここで、上述の回転させた角度θとは、すなわち最大隙間位置線分と中心間直線とのなす角である。つまり、図３（ｂ）は、最大隙間位置線分と中心間直線とのなす角が、中心間直線からクランクジャーナル３の回転方向へ角度θ（以下、「傾斜角度θ」という）となる状態の図である。
【００２４】
そして、本解析は、接点１０の数を２〜９まで変化させると共に、傾斜角度θを０〜９０度まで変化させて行った。ここで、クランクピン１の断面形状が三角形形状以外の場合も三角形形状の場合と同様に、基準状態とは上死点位置において最大隙間位置線分と中心間直線とが一致する状態である。傾斜角度θについても、上述の三角形形状の場合と同様である。また、接点１０の数が３、すなわちクランクピン１の断面形状が三角形形状の場合は、傾斜角度θを０〜９０度まで変化させて解析を行った。また、接点１０の数が４、すなわち四角形形状の場合は、傾斜角度θを０〜９０度まで変化させて解析を行った。また、六角形形状の場合は、傾斜角度θを０〜６０度まで変化させて解析を行った。また。八角形形状の場合は、傾斜角度θを０〜３０度まで変化させて解析を行った。また、九角形形状の場合は、傾斜角度θを０〜４０度まで変化させて解析を行った。
【００２５】
なお、クランクピン１は、ヤング率２．０５８×１０2ＧＰａとする。軸受５は、ヤング率２．０５８×１０2ＧＰａ、軸受幅（軸受５の軸方向幅）２０ｍｍとする。また、コンロッド４の重量は５００ｇとする。そして、クランクピン１と軸受５との間に供給する潤滑油は、粘度３．６５ｍＰａ・ｓとする。また、外接仮想円９の直径は２６ｍｍ、最大仮想円隙間ｄ１はすべて５μｍ、軸受仮想円間隙間ｄ２は３０μｍとする。また、エンジンの回転数は５０００ｍｉｎ-1とする。なお、軸受５の周方向断面形状形状は真円としている。
【００２６】
（解析結果）
次に、上述の解析により得られた解析結果について説明する。まず、三角形形状のクランクピン１の場合について説明する。図４（ａ）は、傾斜角度θに対するパワーロスを示す図である。また、クランクピン１の断面形状が真円形状の場合におけるパワーロスは１６５Ｗである。従って、図４（ａ）から明らかなように、真円形状の場合に比べて、三角形形状の場合は傾斜角度θが１０〜７５度においてパワーロスが低減している。また、傾斜角度θが３０度の場合は、パワーロスが約１５６Ｗとなり、最小となる。この場合には、真円形状に比べて、パワーロスが約５％低減している。
【００２７】
また、パワーロスの解析と共に、傾斜角度θに対する最小油膜厚さについても解析を行った。油膜厚さとは、クランクピン１とコンロッドの大端部内に設けられた軸受５との間にある潤滑油の外接仮想円９の径方向の厚さである。そして、クランクジャーナル３が回転する際に、油膜厚さが最も最小となる厚さを最小油膜厚さという。最小油膜厚さが非常に薄くなり過ぎると、せん断抵抗が増加するためパワーロスを増加させることにもなる。さらに、最小油膜厚さが非常に薄くなると、焼き付きを生じるおそれがある。ここで、クランクピン１の断面形状が真円形状の場合の最小油膜厚さは、約１．４μｍである。そして、最小油膜厚さの最適値は、真円形状と同等程度若しくはそれ以上となる場合である。
【００２８】
ここで、三角形形状のクランクピン１の場合において、傾斜角度θに対する最小油膜厚さの解析結果を図４（ｂ）に示す。パワーロスが最小となる傾斜角度θが３０度の場合における最小油膜厚さは、１．４３μｍである。すなわち、真円形状の場合よりやや厚い最小油膜厚さである。つまり、三角形形状のクランクピン１の傾斜角度θが３０度の場合は、最小油膜厚さが最適に保持されている。
【００２９】
そして、三角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを３０度とした場合に、エンジンを１サイクル運動させた際のクランク角（０〜７２０度）に対するパワーロスについて解析を行った。この結果を図４（ｃ）に示す。なお、クランク角が０度の場合は、吸気工程の上死点位置にある場合である。クランク角が１８０度の場合は、圧縮工程の下死点位置にある場合である。クランク角が３６０度の場合は、爆発工程の上死点位置にある場合である。クランク角が５４０度の場合は、排気工程の下死点位置にある場合である。また、図４（ｃ）は、真円形状のクランクピン１の解析結果についても併せて示している。そして、図４（ｃ）から明らかなように、クランク角が３０度、２７０度、３３０度および６３０度付近で、真円形状に比べて特にパワーロスが低減している。すなわち、爆発工程を除く全ての工程において、パワーロスの低減が得られる。
【００３０】
次に、四角形形状のクランクピン１の場合について説明する。図５（ａ）は、傾斜角度θに対するパワーロスを示す図である。図５（ａ）から明らかなように、真円形状の場合に比べて、四角形形状の場合は、傾斜角度θが１５〜７５度においてパワーロスが低減している。また、傾斜角度θが４５度の場合は、パワーロスが約１５３Ｗとなり、最小となる。この場合には、真円形状に比べて、パワーロスが約９％低減している。さらに、三角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを３０度にした場合に比べてもパワーロスが小さい。
【００３１】
四角形形状のクランクピン１の場合において、傾斜角度θに対する最小油膜厚さの解析結果を図５（ｂ）に示す。パワーロスが最小となる傾斜角度θが４５度の場合における最小油膜厚さは、１．３９μｍである。すなわち、真円形状の場合とほぼ同等の最小油膜厚さである。つまり、四角形形状のクランクピン１の傾斜角度θが４５度の場合は、最小油膜厚さが最適に保持されている。
【００３２】
そして、四角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを４５度とした場合に、エンジンを１サイクル運動させた際のクランク角（０〜７２０度）に対するパワーロスを図５（ｃ）に示す。四角形形状のクランクピン１の場合も、三角形形状の場合とほぼ同様のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスの低減が得られる。
【００３３】
次に、六角形形状のクランクピン１の場合について説明する。図６（ａ）は、傾斜角度θに対するパワーロスを示す図である。図６（ａ）から明らかなように、真円形状の場合に比べて、六角形形状の場合は、傾斜角度θが１５〜３５度においてパワーロスが低減している。また、傾斜角度θが３０度の場合は、パワーロスが約１６３Ｗとなり、最小となる。この場合は、真円形状に比べて、パワーロスが約１％低減している。
【００３４】
六角形形状のクランクピン１の場合において、傾斜角度θに対する最小油膜厚さの解析結果を図６（ｂ）に示す。パワーロスが最小となる傾斜角度θが３０度の場合における最小油膜厚さは約１．３７μｍである。すなわち、真円形状の場合に比べて最小油膜厚さはやや低下する。
【００３５】
そして、六角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを３０度とした場合に、エンジンを１サイクル運動させた際のクランク角（０〜７２０度）に対するパワーロスを図６（ｃ）に示す。六角形形状のクランクピン１の場合も、三角形形状や四角形形状の場合とほぼ同様のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスの低減が得られる。
【００３６】
次に、八角形形状のクランクピン１の場合について説明する。図７（ａ）は、傾斜角度θに対するパワーロスを示す図である。図７（ａ）から明らかなように、真円形状の場合に比べて、八角形形状の場合は、全ての傾斜角度θにおいてパワーロスが増加している。例えば、パワーロスが最も小さくなる傾斜角度θが３０度の場合は、パワーロスが約１７２Ｗである。
【００３７】
また、八角形形状のクランクピン１の場合において、傾斜角度θに対する最小油膜厚さの解析結果を図７（ｂ）に示す。図７（ｂ）より、傾斜角度θが３０度の場合には、最小油膜厚さが約１．８３μｍである。すなわち、真円形状の場合に比べて最小油膜厚さは増加する。
【００３８】
そして、八角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを３０度とした場合に、エンジンを１サイクル運動させた際のクランク角（０〜７２０度）に対するパワーロスを図７（ｃ）に示す。八角形形状のクランクピン１の場合も、三角形形状等とほぼ同様のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスの低減が得られる。しかし、その他のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスが増加している。
【００３９】
次に、九角形形状のクランクピン１の場合について説明する。図８（ａ）は、傾斜角度θに対するパワーロスを示す図である。図８（ａ）から明らかなように、真円形状の場合に比べて、九角形形状の場合は、全ての傾斜角度θにおいてパワーロスが増加している。例えば、パワーロスが最も小さくなる傾斜角度θが４０度の場合は、パワーロスが約１７５Ｗである。
【００４０】
また、九角形形状のクランクピン１の場合において、傾斜角度θに対する最小油膜厚さの解析結果を図８（ｂ）に示す。図８（ｂ）より、最小油膜厚さは真円の場合に比べてやや低下する。例えば、傾斜角度θが０度の場合は、最小油膜厚さが約１．３１μｍである。
【００４１】
そして、九角形形状のクランクピン１の傾斜角度θを０度とした場合に、エンジンを１サイクル運動させた際のクランク角（０〜７２０度）に対するパワーロスを図８（ｃ）に示す。九角形形状のクランクピン１の場合も、三角形形状等とほぼ同様のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスの低減が得られる。しかし、その他のクランク角において、真円形状に比べてパワーロスが増加している。
【００４２】
以上の解析結果より、それぞれのクランクピン１の断面形状においてパワーロスが最も小さくなる傾斜角度の場合におけるパワーロスおよび最小油膜厚さを図９に示す。また、接点１０の数に対するパワーロスを図１０に示す。なお、接点１０の数が０の場合のクランクピン１の断面形状は、真円形状である。接点１０の数が２の場合のクランクピン１の断面形状は、ほぼだ円である。すなわち、接点１０の数を２〜６の場合に、真円形状に比べてパワーロスが低減している。
【００４３】
さらに、これらのうち、最小油膜厚さを考慮すると、接点１０の数は３〜６の場合が真円形状と同等程度である。すなわち、接点１０の数が３〜６とすることで、最小油膜厚さを最適に保持しつつ、パワーロスを低減させることができる。そして、接点１０の数が４、すなわち四角形形状であって傾斜角度θが４５度の場合が最もパワーロスを低減させることができる。すなわち、上死点位置におけるクランクピン１の断面形状が図１に示すような形状の場合が最適となる。
【００４４】
つまり、クランクピン１の断面形状を多角形形状とすることにより、すなわち仮想円隙間１１を設けることにより、軸受隙間を変化させることになる。このことより、軸受５とクランクピン１との相対回転運動の際、効果的に動圧効果を得ることができると思われる。その結果、クランクピン１の断面形状が真円形状の場合に比べて、多角形形状とすることによりパワーロスを低減させることができる。ただし、接点１０の数が多数（本実施形態では８以上）になると、パワーロスが増加しているが、これは接点１０の攪拌抵抗によるものと推定される。
【００４５】
なお、本解析では、エンジン回転数を５０００ｍｉｎ-1としているが、他の回転数であっても同様の効果を得ることができる。例えば、１０００ｍｉｎ-1程度の場合でも同様の効果を得ることができる。ただし、回転数が４０００〜５０００ｍｉｎ-1の場合には、特に大きな効果を得ることができる。
【００４６】
また、最小仮想円隙間ｄ１は５μｍとして解析を行っているが、より大きくした場合、例えば３０μｍとした場合には、パワーロスをさらに低減することができる。また、本解析では、軸受５の周方向断面形状を真円として解析を行っているが、軸受５の周方向断面形状が真円でない場合であっても同様の効果を得ることができる。
【００４７】
【発明の効果】
本発明のクランクシャフトおよびエンジンによれば、クランクピン１とコンロッド４の大端部に取付けられた滑り軸受５との相対回転運動により生じるパワーロスを低減させることができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】クランクピンとコンロッドとピストンの配置を示す図である。
【図２】クランクピンの断面形状を示す図である。
【図３】解析条件を示す図である。
【図４】三角形形状の解析結果を示す図である。
【図５】四角形形状の解析結果を示す図である。
【図６】六角形形状の解析結果を示す図である。
【図７】八角形形状の解析結果を示す図である。
【図８】九角形形状の解析結果を示す図である。
【図９】解析結果を示す表である。
【図１０】接点数に対するパワーロスを示す図である。
【符号の説明】
１ ・・・ クランクピン
２ ・・・ クランクアーム
３ ・・・ クランクジャーナル
４ ・・・ コンロッド
５ ・・・ 滑り軸受
６ ・・・ ピストン
７ ・・・ シリンダブロック
８ ・・・ シリンダ
９ ・・・ 外接仮想円
１０ ・・・ 接点
１１ ・・・ 仮想円隙間
１２ ・・・ 最大仮想円隙間位置
ｄ１ ・・・ 最大仮想円隙間
ｄ２ ・・・ 軸受仮想円間隙間
Claims (4)
- 主軸受により回転自在に軸支されるクランクジャーナルと、コンロッドの大端部内に設けられる滑り軸受により回転自在にコンロッドに連結されるクランクピンと、該クランクジャーナルと該クランクピンとを連結するクランクアームとを有するクランクシャフトにおいて、
前記クランクピンは、
外接する外接仮想円との間に４〜６個の仮想円隙間を有し該仮想円隙間が外周にほぼ均等に配設された断面形状を有する略円柱形状であり、
上死点位置において、複数の前記仮想円隙間のそれぞれの中で径方向の距離が最大となる該外接仮想円上の端点である最大仮想円隙間位置の何れか一つが、前記クランクジャーナルの回転中心と前記外接仮想円の中心とを結ぶ中心間直線と前記外接仮想円との交点のうち前記クランクジャーナルの回転中心から遠い側に位置する状態を基準状態とした場合に、
上死点位置において、前記最大仮想円隙間位置の何れか一つと前記外接仮想円の中心とを結ぶ最大隙間位置線分が、前記外接仮想円の中心を中心として、前記基準状態から、前記中心間直線に対して所定角度回転した位置に位置することを特徴とするクランクシャフト。 - 前記仮想円隙間は、４個である請求項１記載のクランクシャフト。
- 前記所定角度は、前記クランクジャーナルの回転方向へ１５度〜７５度の範囲内である請求項１又は２記載のクランクシャフト。
- シリンダブロック内に形成されたシリンダと、該シリンダ内を摺動自在に配設されたピストンと、該ピストンの摺動方向に略直角な軸線まわりに回転自在に該ピストンに連結されたコンロッドと、該コンロッドの大端部内に設けられた滑り軸受により回転自在に該コンロッドに連結されたクランクピンと主軸受により回転自在に軸支されたクランクジャーナルと該クランクジャーナルと該クランクピンとを連結するクランクアームとからなるクランクシャフトと、を有するエンジンにおいて、
前記クランクピンは、
外接する外接仮想円との間に４〜６個の仮想円隙間を有し該仮想円隙間が外周にほぼ均等に配設された断面形状を有する略円柱形状であり、
上死点位置において、複数の前記仮想円隙間のそれぞれの中で径方向の距離が最大となる該外接仮想円上の端点である最大仮想円隙間位置の何れか一つが、前記クランクジャーナルの回転中心と前記外接仮想円の中心とを結ぶ中心間直線と前記外接仮想円との交点のうち前記クランクジャーナルの回転中心から遠い側に位置する状態を基準状態とした場合に、
上死点位置において、前記最大仮想円隙間位置の何れか一つと前記外接仮想円の中心とを結ぶ最大隙間位置線分が、前記外接仮想円の中心を中心として、前記基準状態から、前記中心間直線に対して所定角度回転した位置に位置することを特徴とするエンジン。
Priority Applications (4)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2002155531A JP3890560B2 (ja) | 2002-05-29 | 2002-05-29 | クランクシャフト及びエンジン |
| US10/354,085 US6752120B2 (en) | 2002-03-25 | 2003-01-30 | Crankshaft and engine |
| DE60321258T DE60321258D1 (de) | 2002-03-25 | 2003-02-25 | Kurbelwelle und Brennkraftmaschine |
| EP03004071A EP1348860B1 (en) | 2002-03-25 | 2003-02-25 | Crankshaft and engine |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP2002155531A JP3890560B2 (ja) | 2002-05-29 | 2002-05-29 | クランクシャフト及びエンジン |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JP2003343541A JP2003343541A (ja) | 2003-12-03 |
| JP3890560B2 true JP3890560B2 (ja) | 2007-03-07 |
Family
ID=29772034
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP2002155531A Expired - Fee Related JP3890560B2 (ja) | 2002-03-25 | 2002-05-29 | クランクシャフト及びエンジン |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP3890560B2 (ja) |
Families Citing this family (12)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JP6107622B2 (ja) | 2013-06-20 | 2017-04-05 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6079591B2 (ja) | 2013-06-20 | 2017-02-15 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6107623B2 (ja) | 2013-06-20 | 2017-04-05 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6102703B2 (ja) | 2013-06-20 | 2017-03-29 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6135482B2 (ja) | 2013-06-20 | 2017-05-31 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6098390B2 (ja) | 2013-06-20 | 2017-03-22 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6119582B2 (ja) | 2013-11-15 | 2017-04-26 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6142796B2 (ja) | 2013-12-24 | 2017-06-07 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6079615B2 (ja) | 2013-12-24 | 2017-02-15 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6065825B2 (ja) | 2013-12-24 | 2017-01-25 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6065824B2 (ja) | 2013-12-24 | 2017-01-25 | ブラザー工業株式会社 | 画像形成装置 |
| JP6602623B2 (ja) * | 2015-09-25 | 2019-11-06 | Ｎｔｎ株式会社 | コンロッドモジュール及びその製造方法 |
-
2002
- 2002-05-29 JP JP2002155531A patent/JP3890560B2/ja not_active Expired - Fee Related
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| JP2003343541A (ja) | 2003-12-03 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| JP3968967B2 (ja) | レシプロ式内燃機関の可変圧縮比機構 | |
| JP3890560B2 (ja) | クランクシャフト及びエンジン | |
| JP2002188455A (ja) | 複リンク型レシプロ式内燃機関のクランク機構 | |
| JP4092495B2 (ja) | 内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構 | |
| JP3890558B2 (ja) | クランクシャフト及びエンジン | |
| US4301695A (en) | Reciprocating piston machine | |
| JP4967733B2 (ja) | クランクシャフト | |
| CN107152453B (zh) | 具有平衡配重的曲轴 | |
| JP2004068862A (ja) | クランクシャフト及びエンジン | |
| JP6141535B2 (ja) | マルチリンク式クランク機構用のカップリングリンクおよびマルチリンク式クランク機構 | |
| JP4411779B2 (ja) | レシプロ式内燃機関のクランク機構 | |
| JP3626018B2 (ja) | 直線往復２移動体の直結型クランク装置 | |
| US5720215A (en) | Automotive air conditioning compressor piston with eccentric anti rotation pad | |
| JP2009036146A (ja) | 複リンク式ピストン−クランク機構のアッパピン連結構造 | |
| CN101424215B (zh) | 多连杆式发动机 | |
| JP2006183695A (ja) | 内燃機関のクランク機構 | |
| JP4581675B2 (ja) | 内燃機関 | |
| JP5321148B2 (ja) | 複リンク式可変圧縮比内燃機関 | |
| JP2011074994A (ja) | 組み立て式クランク軸 | |
| JPH0225062B2 (ja) | ||
| JPS601484B2 (ja) | すべり軸受 | |
| JPH05209588A (ja) | 密閉型圧縮機 | |
| JP2009036147A (ja) | 内燃機関の複リンク式ピストン−クランク機構 | |
| JP7005547B2 (ja) | 斜軸式アキシャルピストンポンプ | |
| JP5070689B2 (ja) | 連結ピン |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| A621 | Written request for application examination |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A621 Effective date: 20040401 |
|
| A977 | Report on retrieval |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007 Effective date: 20060117 |
|
| A131 | Notification of reasons for refusal |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131 Effective date: 20060120 |
|
| A711 | Notification of change in applicant |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A712 Effective date: 20060301 |
|
| A521 | Written amendment |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523 Effective date: 20060320 |
|
| TRDD | Decision of grant or rejection written | ||
| A01 | Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01 Effective date: 20061121 |
|
| A61 | First payment of annual fees (during grant procedure) |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61 Effective date: 20061124 |
|
| R150 | Certificate of patent or registration of utility model |
Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R150 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20101215 Year of fee payment: 4 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20101215 Year of fee payment: 4 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111215 Year of fee payment: 5 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20111215 Year of fee payment: 5 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121215 Year of fee payment: 6 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20121215 Year of fee payment: 6 |
|
| FPAY | Renewal fee payment (event date is renewal date of database) |
Free format text: PAYMENT UNTIL: 20131215 Year of fee payment: 7 |
|
| LAPS | Cancellation because of no payment of annual fees |